綜合復(fù)習(xí)思考題答案課件

綜合思考題強(qiáng)度計(jì)算思考題螺紋連接思考題鍵連接思考題帶傳動(dòng)思考題鏈傳動(dòng)思考題齒輪傳動(dòng)思考題蝸桿傳動(dòng)思考題滾動(dòng)軸承思考題滑動(dòng)軸承思考題聯(lián)軸器思考題軸思考題一、填空題1、計(jì)算載荷Pca、名義載荷P和載荷系數(shù)K的關(guān)系式是

，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)用

。2、穩(wěn)定變應(yīng)力的一種基本形式是

、

和

循環(huán)變應(yīng)力。3、當(dāng)一零件受脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，其平均應(yīng)力是其最大應(yīng)力的

。4、高副元素表面產(chǎn)生的接觸應(yīng)力是

循環(huán)應(yīng)力。5、在靜強(qiáng)度條件下，塑性材料的極限應(yīng)力是

，而脆性材料的極限應(yīng)力是

，在脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力作用下，塑性材料的極限應(yīng)力是

。6、影響零件疲勞極限的主要因素有

、

、

。7、某鋼材在無限壽命區(qū)的對(duì)稱循環(huán)疲勞極限為σ-1＝260MPa，若此鋼材的循環(huán)基數(shù)N0=5×105，指數(shù)m=9，則循環(huán)次數(shù)為30000次時(shí)的疲勞極限為

。強(qiáng)度計(jì)算思考題Pca=k*P計(jì)算載荷Pcar

=-1對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力r=0脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力非對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力一半r=0脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力sSsB疲勞極限sr=s0應(yīng)力集中,幾何尺寸,表面狀態(tài)二、選擇題1、在應(yīng)力變化中，如果周期、應(yīng)力幅和平均應(yīng)力有一個(gè)不同，則稱為

。

A、穩(wěn)定變應(yīng)力B、非穩(wěn)定變應(yīng)力C、非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力D、脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力2、循環(huán)特性r=-1的應(yīng)力是

應(yīng)力。

A、對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力B、脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力C、非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力D、靜應(yīng)力3、在靜拉伸應(yīng)力作用下，塑性材料的極限應(yīng)力是

。

A、σBB、σSC、σ0D、σa4、在循環(huán)變應(yīng)力作用下，影響疲勞強(qiáng)度的主要因素是

。

A、σmaxB、σmC、σminD、σa5、零件表面粗糙度增加，其疲勞強(qiáng)度

。

A、降低B、提高

C、不定D、不變6、零件的絕對(duì)尺寸增大，其疲勞強(qiáng)度

。

A、降低B、提高

C、不定D、不變強(qiáng)度計(jì)算思考題BABAAA二、選擇題1、當(dāng)螺栓組連接承受橫向載荷或旋轉(zhuǎn)力矩時(shí)，該螺栓組中的螺栓

。

A、必受剪切力作用B、必受拉力作用

C、既可能受剪切作用，也可能受拉伸作用D、同時(shí)受拉伸和剪切作用2、計(jì)算采用緊螺栓連接的拉伸強(qiáng)度時(shí)，考慮拉伸與扭轉(zhuǎn)的復(fù)合作用，應(yīng)將拉伸載荷增加到原來的

倍。

A、1.1B、1.3

C、1.25D、0.3螺紋聯(lián)接思考題3、被連接件受橫向工作載荷作用時(shí)，若采用一組普通螺栓連接，則螺栓可能的失效形式為

。

A、拉斷B、剪切或擠壓破壞C、拉、扭斷裂D、扭斷裂4、在受軸向載荷的緊螺栓連接中，為提高螺栓的疲勞強(qiáng)度，可采取

。

A、增大螺栓C1，減小被連接件剛度C2B、減小C1，增大C2

C、增大C1和C2D、減小C1和C25、若要提高軸向變載荷作用的緊螺栓連接的疲勞強(qiáng)度，則可

。

A、在被連接件間加橡膠墊片B、增大螺栓長度

C、采用精制螺栓D、加防松裝置6、若螺栓連接的被連接件為鑄鐵，往往在螺栓孔處做沉頭座孔，目的是

。

A、避免螺栓受附加彎曲應(yīng)力作用B、便于安裝

C、為安裝防松裝置C,DBCBBA三、（1）圖1是受拉螺栓的力與變形圖，若以F∑表示螺栓所愛的總拉伸載荷，F(xiàn)0表示預(yù)緊力，F(xiàn)表示工作載荷，F(xiàn)0’表示殘余預(yù)緊力，δb、δc分別表示螺栓和被聯(lián)接件的變形量。試在圖中的方括號(hào)內(nèi)填上以上代號(hào)，并寫出F、F0、F0’以及F∑、F0、F的關(guān)系式（2）圖2是一鋼制油缸，若油壓p=1.6N/mm2，D=160mm，容器蓋用8只普通螺栓與容器相聯(lián)，螺栓材料為45鋼，其屈服極限為360N/mm2，裝配時(shí)不控制預(yù)緊力（取安全系數(shù)為S＝3，F(xiàn)0’=1.8F

），試問：若采用M16螺栓（d1=13.835mm），能否滿足工作要求？螺紋聯(lián)接思考題單個(gè)螺栓的工作載荷為：?jiǎn)蝹€(gè)螺栓的總拉伸載荷為：求螺栓直徑如下：因12.5mm<13.835mm，故采用M16的螺栓是安全的。螺紋聯(lián)接思考題五、圖示兩根鋼梁由兩塊鋼板用8只M20的普通螺栓連接，鋼梁受橫向載荷FR作用，螺栓小徑d1=17.294mm，許用拉應(yīng)力[σ]=160MPa，被連接件接合面間的摩擦系數(shù)f=0.2，防滑可靠性系數(shù)kf=1.2。試確定該連接允許傳遞的橫向載荷FR。螺紋聯(lián)接思考題六

圖示方形蓋板用四個(gè)M12的螺栓與箱體聯(lián)接，蓋板中心為0點(diǎn)，因制造誤差吊環(huán)實(shí)際位于0點(diǎn)，00=7mm，總工作載荷FQ=10kN，求受載最大螺栓的工作拉力為F；若剩余預(yù)緊力F0’=0.6F，求受載最大螺栓的總拉力FΣ。解：分析：將FQ移到螺栓組中心，螺栓組受到軸向工作拉力FQ和傾復(fù)力矩M的作用。

1.由FQ產(chǎn)生的每個(gè)螺栓的工作拉力：

FQ1=FQ2=FQ3=FQ4=FQ/4=2500N

2.由傾復(fù)力矩M產(chǎn)生的工作拉力：傾復(fù)力矩M=FQOO＇=10000×7=70000N.mm

螺栓2與4位于傾復(fù)中心，M對(duì)其不起作用，3因M而拉力增大。

M在螺栓3上產(chǎn)生的工作拉力：

3.螺栓3上的總工作拉力：F3=FM3+FQ3=247.5+2500=2747.5N

4.螺栓3上的總拉力：由FΣ=F3+F0’，其中F0’=0.6F3=0.6×2747.5所以，F(xiàn)Σ=F3+F0’=1648.5+2747.5=4396N螺紋聯(lián)接思考題鍵聯(lián)接思考題鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)改錯(cuò)8.圖示剛性聯(lián)軸器，材料為鑄鐵[]=60MPa，取四個(gè)M12普通螺栓(d1=10.1mm）[]=120MPa，聯(lián)軸器接合面f=0.2，摩擦可靠度系數(shù)Kf=1.2，聯(lián)軸器與軸用普通平鍵聯(lián)接，軸和鍵均為45號(hào)鋼，軸的轉(zhuǎn)速n=100r/min，試確定聯(lián)接裝置所能傳遞的功率。

解:1.求螺栓聯(lián)接能傳遞的扭矩聯(lián)軸器結(jié)合面摩擦力矩：其中代入上式：2.鍵聯(lián)接能傳遞的扭矩綜合以上分析，應(yīng)按鍵聯(lián)接計(jì)算所能傳遞的功率：鍵聯(lián)接思考題1.標(biāo)準(zhǔn)v帶型號(hào)是根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速和

選擇的。2.設(shè)計(jì)v帶傳動(dòng)時(shí)，

限制帶輪最小直徑的目的是為了限制

。v帶輪的最小直徑d1min是根據(jù)

確定的。6.帶傳動(dòng)不能保證精確的傳動(dòng)比，其原因是由于存在

。3.帶傳動(dòng)主要是依靠()來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的。

a)帶和兩輪接觸面之間的正壓力b)帶和帶輪接觸面之間的摩擦力c)帶的初拉力

帶傳動(dòng)思考題4.帶傳動(dòng)采用張緊輪的目的是為了()。

a)減輕帶的彈性滑動(dòng)b)提高帶的壽命

c)改變帶的運(yùn)動(dòng)方向d)調(diào)節(jié)帶的初拉力5.帶傳動(dòng)工作時(shí)若發(fā)生打滑現(xiàn)象，總是()。

a)沿小帶輪上先發(fā)生b)沿大帶輪上先發(fā)生c)沿兩帶輪上同時(shí)發(fā)生7.普通V帶傳動(dòng)的主要失效形式是

和

。8.帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是：保證帶在一定工作期限內(nèi)()。

a)不發(fā)生磨損b)不發(fā)生打滑c)不發(fā)生疲勞損壞

d)既不發(fā)生磨損又不發(fā)生打滑e)既不發(fā)生疲勞損壞又不發(fā)生打滑

f)既不發(fā)生磨損又不發(fā)生疲勞損壞彎曲應(yīng)力功率badf彈性滑動(dòng)

打滑疲勞損壞帶型1.同步帶傳動(dòng)工作時(shí)是靠帶齒與輪齒間的摩擦力來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的。()2.v帶傳動(dòng)工作時(shí)，小帶輪為主動(dòng)，則帶內(nèi)拉應(yīng)力的最大值發(fā)生在進(jìn)入大帶輪處。()3.設(shè)計(jì)v帶傳動(dòng)時(shí)，限制帶輪的最小直徑是為了限制帶的長度。()4.帶傳動(dòng)工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生彈性滑動(dòng)是由于帶與帶輪間的摩擦力偏低。()5.與帶傳動(dòng)相比，齒輪傳動(dòng)對(duì)制造和安裝精度的要求較低。()帶傳動(dòng)思考題圖示為一帶傳動(dòng)的塔輪有級(jí)變速裝置的簡(jiǎn)圖，電動(dòng)機(jī)功率和轉(zhuǎn)速恒定。試分析應(yīng)按哪一級(jí)傳動(dòng)來設(shè)計(jì)皮帶。簡(jiǎn)述理由。321電動(dòng)機(jī)V型帶帶輪否否否否否應(yīng)按3來設(shè)計(jì)。由P=Fv/1000可知，當(dāng)傳遞功率P不變，電機(jī)轉(zhuǎn)速恒定,d減小則帶速V慢，帶傳動(dòng)所需的有效拉力Fe將增大,以此設(shè)計(jì)所需帶的帶型必將勝任其它二種情況,反之帶根數(shù)增多或使彈性滑動(dòng)的區(qū)域加大，帶的壽命降低。某帶式運(yùn)輸機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，傳動(dòng)方案擬采用一級(jí)齒輪傳動(dòng)、一級(jí)帶傳動(dòng)、一級(jí)鏈傳動(dòng)組成。試畫出該傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖，并作必要的說明。鏈傳動(dòng)思考題齒輪傳動(dòng)思考題1.一般參數(shù)的閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是

，開式硬齒面齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是

。設(shè)計(jì)一般閉式齒輪傳動(dòng)時(shí)，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算主要針對(duì)的失效形式是

。①齒面點(diǎn)蝕②輪齒折斷③齒面磨粒磨損④齒面膠合3.為了有效地提高齒面接觸強(qiáng)度，可

。

為了提高齒根彎曲強(qiáng)度，可

。①保持分度圓直徑不變而增大模數(shù)②增大分度圓直徑③保持分度圓直徑不變而增大齒數(shù)④增大模數(shù)5.對(duì)于閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)，在傳動(dòng)尺寸不變并滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求的前提下，齒數(shù)宜適當(dāng)取多些，其目的是

。①提高輪齒的彎曲強(qiáng)度②提高齒面的接觸強(qiáng)度③提高傳動(dòng)平穩(wěn)性6.齒面硬度≤350HBS的齒輪傳動(dòng)，采用相同的鋼材制造時(shí)，一般將

。①小齒輪表面淬火，大齒輪調(diào)質(zhì)②小齒輪表面淬火，大齒輪正火③小齒輪正火，大齒輪調(diào)質(zhì)④小齒輪調(diào)質(zhì)，大齒輪正火7.圓錐齒輪傳動(dòng)，小齒輪上受到的軸向力Fa1應(yīng)等于大齒輪上的

力，且兩個(gè)力的方向

。8.模數(shù)相同的兩對(duì)齒輪傳動(dòng)，中心距較大的一對(duì)的接觸強(qiáng)度

。①高②低③相等12242,33Fr24１相反9.已知齒輪2參數(shù)mn=3mm，z2=5l，β＝150，齒輪3的參數(shù)mn=5mm，z3=17，問：低速級(jí)齒輪的螺旋角應(yīng)取多大值才能使軸Ⅱ的軸向力完全相互抵消？因齒輪2和3傳遞的轉(zhuǎn)矩相等齒輪傳動(dòng)思考題10.標(biāo)準(zhǔn)直齒輪傳動(dòng)，材料的接觸疲勞許用應(yīng)力為：[σH1]=700MPa，[σH2]=600MPa時(shí)，已求得主動(dòng)小齒輪最小分度圓直徑d1=70mm?，F(xiàn)要求將傳遞轉(zhuǎn)矩增大到原來的4倍，并改用材料接觸疲勞許用應(yīng)力為[σH1]'=[σH2]'=1000MPa的鋼材，若保持齒寬系數(shù)φd、傳動(dòng)比i和其他條件均不變，試確定主動(dòng)小齒輪的最小分度圓直徑d1'。(附：mm)解：取[σH]=[σH2]=600MPa，[σH]'=[σH2]'=1000MPaT1'=4T112、試計(jì)算單級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的主要參數(shù)。己知:輸入功率P1=5.5kW,轉(zhuǎn)速n1=48r/min，n2=150r/min，初選參數(shù)參數(shù)Z1＝28,β＝120,齒寬系數(shù)ψd＝1.1,按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得小齒輪分度圓直徑

d1=70.13mm。試求法面模數(shù)mn,中心距a、螺旋角β、小齒輪齒寬

bl

和大齒輪齒寬b2。取

mn=2.5mm(2)中心距,因?yàn)椋簽槭筞2

與Zl

互質(zhì),取Z2=89,所以(1)法面模數(shù)：圓整取α=150mm(3)螺旋角(按圓整后的中心距修正螺旋角)(4)計(jì)算大小齒輪的輪齒寬度圓整后取b2=79mm,b1=b2+5=84mm齒輪傳動(dòng)思考題蝸桿傳動(dòng)思考題1.在蝸桿傳動(dòng)中,蝸桿頭數(shù)越少,則傳動(dòng)效率越

，自鎖性能越

。一般蝸桿頭數(shù)常取

。

2.對(duì)滑動(dòng)速度v≥4m/s的重要蝸桿傳動(dòng)，蝸桿的材料可選用

進(jìn)行

處理；蝸輪的材料可選用

。3.對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算，目的主要是為防止溫升過高導(dǎo)致

。①材料的力學(xué)性能下降②潤滑油變質(zhì)③蝸桿熱變形過大④潤滑條件惡化4.計(jì)算蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比時(shí)，公式

是錯(cuò)誤的。①i=1/2②n1/n2③d2/d1④Z2/Z15.蝸桿傳動(dòng)中，輪齒的承載能力的計(jì)算主要針對(duì)

來進(jìn)行的。①蝸桿齒面接觸強(qiáng)度和蝸輪齒根彎曲強(qiáng)度②蝸輪齒面接觸強(qiáng)度和蝸桿齒根彎曲強(qiáng)度③蝸桿齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度④蝸輪齒根彎曲強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度6.在蝸桿傳動(dòng)中，若模數(shù)和蝸桿頭數(shù)一定，增加蝸桿分度圓直徑，將使

。①傳動(dòng)效率提高，蝸桿剛度降低②傳動(dòng)效率降低，蝸桿剛度提高③傳動(dòng)效率和蝸桿剛度都提高④傳動(dòng)效率和蝸桿剛度都降低低好1、2、445號(hào)鋼調(diào)質(zhì)后淬火鑄造錫青銅④③④②7.為了減少蝸輪滾刀型號(hào)，有利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)定

為標(biāo)準(zhǔn)值。蝸桿分度圓直徑8.蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式為：

。齒面點(diǎn)蝕、齒根折斷、齒面磨損、膠合7.圖示為一簡(jiǎn)單的手搖蝸桿傳動(dòng)裝置，已知作用在搖手柄上的力F=100N，蝸桿頭數(shù)Z1=1，蝸輪齒數(shù)Z2=30，直徑D2=250mm，傳動(dòng)效率η=0.4，滾桶直徑D1=200mm，手柄尺寸L=100mm，試求：要吊起重物，則蝸桿的旋向如何；若要吊起W=1000N的重物，是否可能。解：1.要提起重物W，蝸輪軸上所需扭矩：2.手柄上作用F時(shí)，蝸輪軸上所能產(chǎn)生的扭矩：所以能吊起W=1000N的重物。T1與T2的關(guān)系：蝸桿傳動(dòng)思考題2.滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈與軸配合，以及外圈與座孔的配合為

。①全部采用基孔制②前者用基孔制，后者用基軸制③全部采用基軸制④前者用基軸制，后者用基孔制3.

軸承能很好的承受徑向載荷及軸向載荷的綜合作用。①N0000②30000與70000型③NA0000型④60000型和50000型滾動(dòng)軸承思考題4.在下列滾動(dòng)軸承中，尺寸相同時(shí)，軸向承載能力最大的是

。①70000B②70000AC③70000C5.各類滾動(dòng)軸承的潤滑方式，通常可根據(jù)軸承的

來選擇。①轉(zhuǎn)速②當(dāng)量動(dòng)載荷③軸徑圓周速度④內(nèi)徑與轉(zhuǎn)速的乘積6.滾動(dòng)軸承的“基本額定動(dòng)載荷”是

，“基本額定壽命”的定義是

。1．某滾動(dòng)軸承代號(hào)為7212AC/P5，則其內(nèi)徑為

mm，該軸承名稱應(yīng)為

，尺寸系列為

，接觸角α=

，公差等級(jí)為

，

級(jí)游隙。7.對(duì)支承跨距大、工作溫度高的軸，滾動(dòng)軸承的組合結(jié)構(gòu)一般應(yīng)選用

的支承形式。①兩端固定②一端固定，一端游動(dòng)③兩端游動(dòng)8.在正常條件下工作時(shí)，滾動(dòng)軸承的主要失效形式是

。

①塑性變形②膠合③磨損④疲勞點(diǎn)蝕60角接觸球軸承5225°50221424試選一對(duì)7207AC角接觸球軸承，面對(duì)面安裝，額定動(dòng)載荷Cr=22.5KN，e=0.7，內(nèi)部軸向力FS=0.68Fr，已知軸承徑向載荷Fr1=1000N，F(xiàn)r2=2060N，外載荷FA=880N，軸的轉(zhuǎn)速n=1500r/mm，預(yù)期壽命Lh=2000h，fp=1.5，ft=1。

Fa/Fr≤e：X=1，Y=0Fa/Fr>e：X=0.41，Y=0.87解：①在圖上畫出FS1和FS2的作用力；思考題故軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，F(xiàn)S1FS2②內(nèi)部軸向力FS1=680N，F(xiàn)S2=1401N；③軸承軸向載荷Fa1=2281N，F(xiàn)a2=1401N；④Fa1/Fr1=

2.281>e，軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷

=2394.5；⑤Fa2/Fr2=

0.68<e，軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷

=2060；⑥比較P1和P2，因P1>

P2，所以，只要計(jì)算軸承1的壽命，⑦所選型號(hào)合適=163884.5>2000h10.根據(jù)圖中的結(jié)構(gòu)，說明：軸承采用了何種支承形式；兩端軸承分別采用了什么軸向定位和固定措施；采用何種方法調(diào)整圖中角接觸球軸承的游隙；右端軸承如何實(shí)現(xiàn)密封。滾動(dòng)軸承思考題聯(lián)軸器思考題1.聯(lián)軸器和離合器的主要作用是

，它們的根本區(qū)別在與

。①緩沖吸振②補(bǔ)償兩軸誤差或熱膨脹③傳遞轉(zhuǎn)矩④聯(lián)軸器只能用來連接兩根軸，離合器可用來連接軸上其它回轉(zhuǎn)零件⑤要把被聯(lián)軸器連接的兩軸分離，需使機(jī)器停車；離合器可在機(jī)器工作過程中，隨時(shí)使兩軸接合或分離3.在載荷比較平穩(wěn)，沖擊輕微，但兩軸軸線有一程度的相對(duì)偏移的情況下，常宜采用

聯(lián)軸器；在載荷平穩(wěn)且兩軸對(duì)中準(zhǔn)確的情況下，若希望使用壽命較長，一般宜選用

。①剛性凸緣式②無彈性元件的撓性③有彈性元件的撓性2.聯(lián)軸器和離合器主要是用于

之間的聯(lián)接，使它們一起回轉(zhuǎn)并傳遞

。它們的主要區(qū)別在于，使用聯(lián)軸器時(shí)，必須在

后，才能對(duì)軸進(jìn)行拆卸分離。4.在載荷不平穩(wěn)、具有較大沖擊與振動(dòng)的場(chǎng)合，一般宜選用

。

①凸緣聯(lián)軸器②滑塊聯(lián)軸器③彈性套柱銷聯(lián)軸器35轉(zhuǎn)矩軸與軸停車312軸思考題1.根據(jù)軸上所受載荷的性質(zhì)，軸可分為

、

和

。2.某45鋼軸的剛度不足，可采用

措施來提高其剛度。①改用40Cr鋼②淬火處理③增大軸徑④增大圓角半徑3.在選擇軸的材